集成中冷器進氣歧管設計和性能驗證

摘要：集成中冷器塑料進氣歧管具有結構緊湊、熱交換性能高等優勢為渦輪增壓發動機小型化和節能減排做出貢獻。文章根據三缸1.5T發動機的需求，正向開發集成中冷器結構的進氣歧管，使用CFD分析工具，優化設計滿足最大氣流流阻小于3kPa、氣流均勻性和氣流對中冷器的利用率要求的產品方案。根據中冷器的實際允許空間尺寸選擇高換熱性的板式中冷器，并對中冷器換熱性能進行設計校核時，同時考慮了中冷器的性能衰減和生產制造的公差影響。通過樣件驗證集成中冷進氣歧管熱交換后的出氣溫度為48.63℃并滿足設計目標小于50℃。

關鍵詞：集成中冷器進氣歧管;設計開發;性能驗證;CFD

中圖分類號：TK414.2 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標識碼：A ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號：1674-957X（2021）09-0014-02

1 ?技術背景

高功率渦輪增壓發動機具有功率高和節能減排的優勢得到的應用越來多。主要靠渦輪增壓器來增加發動機的進氣壓力從而達到進氣質量的增加而獲得較高輸出扭矩和功率;而渦輪增壓器工作中在壓縮進氣以獲得較高的進氣壓力的同時進氣溫度也會同時升高，所以就需要對進氣溫度進行冷卻以保持發動機燃燒后獲得理想的功率扭矩和降低排放污染物。常用的進氣溫度冷卻方法有兩種即直接冷卻和間接冷卻：①所謂直接冷卻是指氣體和氣體進行熱交換來進行熱傳遞，目前應用的是將增壓器后的高溫氣體引入到汽車前端的散熱器，通過以氣體作為散熱介質的散熱器對增壓后的高溫進氣進行風冷散熱，冷卻后的氣體由增壓管引流到節氣門體，通過進氣歧管把氣體分配到發動機各個缸體內。②所謂間接冷卻是指參與冷卻的介質是冷卻介質是冷卻水，將經過增壓器的高溫氣體經過以冷卻水為冷卻介質的中冷器進行冷卻后引入發動機各個缸內，水冷中冷器可以集成在進氣路徑中的進氣歧管中或者節氣門體前的增壓管路中。直接空氣冷卻的方式目前多是把空氣冷卻器安裝在汽車車輛前端，應用成熟和廣泛，但是具有進氣路徑較長，氣體流阻大，加速響應滯后和較難實驗冷卻溫度可調等缺點。間接水冷冷卻的方式目前有把水冷冷卻器集成在進氣歧管中成一體安裝在發動機缸蓋上和獨立把水冷冷卻器安裝在增壓器之后和節氣門之前的進氣歧管管路中。其中以集成中冷進氣歧管具有進氣路徑短，流阻低，加速響應快，冷卻效率高和結構緊湊等優點作為未來新技術的發展趨勢。

2 ?一種應用于1.5T三缸發動機的集成中冷塑料進氣歧管開發

文章根據客戶對1.5升三缸增壓發動機的緊湊性和高性能的需求，開發設計集成中冷塑料進氣歧管。

發動機對應的需求參數為要求為在5500轉/分鐘的條件下達到最大進氣流量500kg/h，進氣溫度（T1）160℃，進氣壓力為絕對壓力2.3bar，結合現有水泵流量20L/min，冷卻進水溫度為（T3）35℃的條件下進行集成中冷進氣歧管設計達到經過中冷器冷卻后的最大出氣溫度小于（T2）50℃。

進氣歧管的參數要求為，氣道長度100mm，穩壓器體積1.5L。

根據客戶的輸入環境邊界條件和關節參數進行集成中冷塑料進氣歧管的開發設計。

2.1 集成中冷進氣歧管結構設計

根據客戶發動機周邊輸入環境邊界的缸蓋法蘭面和節氣門體的位置如圖1，設計進氣歧管氣道為比缸蓋面氣道單邊小0.5mm為截面，各氣道長度滿足要求分別為100mm、100mm、100mm，穩壓器體積為1.5L的方案設計如圖2。集成中冷器方案塑料進氣歧管由02上殼體和04下殼體組成腔體并可經過焊接成一體，腔體中有07水冷中冷器用于對高溫氣體進行冷卻，水冷中冷器中間裝有08旁通密封圈通過06自攻螺釘安裝固定在04下殼體上，同時有03缸蓋法蘭面密封圈和05節氣門體密封圈用于對手件的安裝密封。

2.2 優化后的CFD分析結果

CFD分析邊界參數設置條件，質量流量500kg/h，進氣口溫度為160℃，出口壓力為絕對壓力2.3bar，對中冷器進行等效多孔介質處理。

經過結構的優化后的分析計算結果見表1。

氣體流阻最大為2.84kPa，小于要求的3kPa的要求范圍內，各缸不均勻性最大為-2.39%，滿足最大+/-5%的要求內，各氣道對應的進氣流量對中冷器的利用截面的大于80%，滿足溫度不均衡性設計要求。綜合CFD的分析結果，概念結構設計滿足目標設計要求。

2.3 中冷器的性能計算校核

按照已知參數，氣側需要換熱的能量為：

根據熱力學公式：Q=cm ΔT（能量=比熱×質量×溫度變化）

高溫進氣端的每小時的總能量為：1.005×500×（160-50）=55275（kJ）

由此計算出所需要的中冷器的散熱功率為：Q1=55275/3600=15.35（kW）

考慮預留余量作為性能衰減和安全余量的條件，所以最終定義為選擇中冷器的散熱功率為16kW。

中冷器的冷卻介質為乙二醇冷卻液（50：50），比熱容：3.084kJ/kg·°C，密度為1.067kg/L。

T3：中冷器出水溫度;T4：中冷器進水溫度35°C;ΔT5：對數溫差;

（T3-T4）×冷卻液流量/60×冷卻液比熱容×冷卻液密度=Q1

（T3-35）×20/60×3.084×1.067=16;T3=49.6°C

ΔT5=（（T1-T3）-（T2-T1））/In（（T1-T3）/（T2-T1））

ΔT5=（（160-49.6）-（50-35））/In（（160-49.6）/（50-35））=47.7（℃）

根據進氣溫度需要散熱功率選型16kW。

散熱帶面積校核計算如下：

散熱帶數量：m1=9;波數：n1=152;單個波長度：82mm;帶寬：7mm。

散熱翅片的散熱面積為：S1=L1×L2×2×m1×n1/1000/1000=1.570（m2）

散熱管冷測散熱面積計算：

散熱管數量m2=10;散熱管周長L3=170mm;散熱管長度L4=82mm;

S2=m2×L3×L4/1000/1000=0.425（m2）

散熱總面積Fr=S1+S2=1.570+0.425=1.995（m2）

選擇板式高換熱性能中冷器的對流傳熱系數：K=170 W/（m2·°C）;

對數平均溫差ΔT5=47.7℃

散熱量Q2=Fr×K×ΔT5/1000=16.2（kW）

根據中冷器水側散熱量Q2=16.2kW>Q1=16kW，所選中冷器散熱面積滿足設計要求。

2.4 基于集成中冷進氣歧管樣件進行性能實驗驗證

將設計的產品制作成快速樣件，把快速安裝在實驗臺架上并連接高溫氣體進氣口，出氣口工裝夾具，冷卻液進氣口，出氣口，并安裝測量傳感器如氣體溫、流量和壓力等傳感器。將測試條件如表2試驗臺架設備，分別對樣件1、樣件2、樣件3進行測試。

在上述實驗條件下表2可得實驗結果，在冷卻液流量為20L/min和冷卻液進口溫度35℃的條件下所得實測熱交換功率在15.5kW左右，此結果和設計目標基本吻合，所得實測進氣歧管冷卻后最大出氣溫度為48.63℃小于50℃的設計目標，所以換熱性能和冷卻后的出氣溫度符合設計要求，并為中冷器實際使用中的換熱性能衰減和后期制作公差提供了安全余量。

3 ?結論

在進行集成中冷器進氣歧管的結構設計中，能通過CFD進行分析有效的進行優化結構來實現最大氣流流阻2.74kPa小于3kPa、氣道氣流均勻性和氣道氣流對中冷器的利用率的要求達到換熱15.5kW的結果。對中冷器換熱性能進行設計校核時，需要根據中冷器的實際允許空間尺寸選擇高換熱性的板式中冷器或者其它類型的中冷器，同時需要考慮中冷器的性能衰減和實際生產的制造公差。實現高溫氣體經過集成中冷進氣歧管進行熱交換后的出氣溫度48.63℃小于50℃的設計目標并滿足設計目標。

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作者簡介：李坤鋒（1982-），男，安徽界首人，工程師，本科，研究方向為進氣歧管開發。